Материал: 3838

6

где u1, u2,…, un – передаточные числа узлов привода, значениями которых задаться по данным табл. 1.3.

В зависимости от полученного значения частоты вращения вала электродвигателя подобрать тип электродвигателя из таблицы 1.4.

Задание 3. Определить передаточные числа: – уточненное передаточное число привода согласно типу выбранного электродвигателя; – передаточные числа узлов разрабатываемого механического привода с учетом рекомендаций из таблицы 1.5.

uобщ nnэ вых

8

– вала приводного барабана

Задание 6. Определить вращающие моменты на валах привода.

Момент на приводном валу (выходной вал привода):

Tвых 30 Рвых nвых

Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

где uрп и ηрп – передаточное число и КПД ременной передачи;

T Tвых , 2Т uц ц

где uц и ηц – передаточное число и КПД цепной передачи. Вращающий момент на валу колеса быстроходной ступени редуктора:

где uТ и ηз – передаточное число тихоходной ступени и КПД зубчатой передачи тихоходной ступени.

Тема № 2. Проектирование и расчет зубчатой цилиндрической передачи

[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп., 2 Доп.].

Работоспособность зубчатых передач может быть повышена, если при проектировании будут устранены причины отказов, к которым относятся:

9

–поломка зубьев колес;

–хрупкое или пластическое разрушение рабочих поверхностей зубьев;

–усталостное разрушение рабочих поверхностей зубьев;

–износ;

–заедание.

Закрытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям и на выносливость зубьев по напряжениям изгиба.

Расчет по контактным напряжениям должен обеспечить отсутствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Расчет по напряжениям изгиба служит для того, чтобы обеспечить достаточную усталостную прочность зубьев на изгиб, т.е. надежность передачи при отсутствии опасности усталостного разрушения зубьев.

Задание 1. Из таблицы 2.1 выбрать материал зубчатых цилиндрических колес, среднюю твердость НВ или НRС, вид термической обработки ТО: ζт, МПа – предел текучести материала колес; ζВ, МПа – предел прочности материала колес; [ζ]Нlim, МПа – предел контактной выносливости материала колес; [ζ]Flim, МПа – предел выносливости по изгибу материала колес; (1) – индекс для шестерни; (2) – индекс для зубчатого колеса.

Таблица 2.1

Марка стали и для шестерни, и для колеса выбирается одинаковая.

Задание 2. Рассчитать допускаемые контактные напряжения для шестерни [ζ]Н1, МПа и для колеса [ζ]Н2, Мпа по формуле:

10

где [ζ]Нlim – предел контактной выносливости для шестерни и для колеса по формулам из табл. 2.1, МПа;

ZN = 1 – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи в числах циклов перемен напряжений;

ZR = 0,95 – коэффициент влияния шероховатости;

ZV = 1,08 – коэффициент влияния окружной скорости;

SH – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,5 – для

SF

где [ζ]Flim – предел выносливости по изгибу для шестерни и для колес определяется по формулам из табл. 2.1, МПа;

YN – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи, принять равным 1,0;

YR – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 1,0; YА – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки,

принять равным 1,0;

SF – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,7.

Задание 4. Вычислить межосевое расстояние согласно данным своего варианта из табл. 2.2: Т1, Нм – вращающий момент на шестерне; n1, мин-1 – частота вращения шестерни; u – передаточное число (передаточное отношение) зубчатой передачи; Lh, час – время работы передачи (ресурс).

Таблица 2.2